Привод электродвигателя (стр. 4 из 9)

Определяем ориентировочное значение модуля m:

Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563–60 [1]:

3. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.

Диаметр начальной делительной окружности шестерни:

Диаметр начальной делительной окружности колеса:

4. Определяе

м межосевое расстояние.

5. Определяем окружную скорость.

где ω₁ – угловая скорость на валу шестерни, с^-1,

6. Определяем степень точности передачи.

Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.

7. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.

8. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зубьев

определяют по формуле

где

– удельная расчетная окружная сила.

Для цилиндрических прямозубых передач

где

– крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда

= 1;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

= 1;

– коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.

= 4,05;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

= 1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба:

= 1;

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:

Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.

4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)

4.1. Выбор материала зубчатой передачи

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые не легированные стали 45, 40Х.

Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колеса с твердостью материала не превосходящей 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Определяем марку стали: для шестерни – 40Х, твердость ≥ 45HRCэ1; для колеса 40Х, твердость ≤350 НВ2 [1, с.49]. Разность средних твердостей НВ1ср – НВ2ср ≥ 70.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твер-дость 269...302 НВ1, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ1ср = 285,5

НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_Н

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2.

Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL. Наработка за весь срок службы:

для колеса: N₂ = 573ω₂L_h,

N₁=48,26∙10⁷ циклов;

для шестерни: N₁ = N₂∙u_зп,

N₂=10, 72∙10⁷ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [3] интерполированием:

N_Н01 = 25∙10⁶ циклов;

N_Н02 = 25∙10⁶ циклов.

Так как N₁>N_Н01 и N₂>N_Н02, то коэффициенты долговечности К_НL1 = 1 и

К_HL2 = 1.

Так как N₁>N_Н01 и N₂>N_Н02, то коэффициенты долговечности К_НL1 = 1 и К_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]_Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_Н0 [3]

для шестерни:

[σ]_Н01=1,8HВ_1ср+67

[σ]_Н01= 1,8∙285,5+67=580,9 Н/мм²;

для колеса:

[σ]_Н02=1,8HВ_2ср+67

[σ]_Н02= 1,8∙248,5+67=514,3 Н/мм².

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни:

[σ]_Н1=К_HL1∙[σ]_Н01

[σ]_Н1= 1∙580,9=580,9 Н/мм²;

для колеса:

[σ]_Н2=К_HL2∙[σ]_Н02

[σ]_Н2= 1∙514,3=514,3 Н/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср =285,5 – 248,5 = 20…50 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по меньшему допускаемому контактному напряжению.

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F

Рассчитываем коэффициент долговечности К_FL. Наработка за весь срок службы:

для колеса N₂ = 10,72∙10⁷ циклов;

для шестерни N₁ =48,26∙10⁷ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0 = 4∙10⁶ для обоих колес.

Так как N₁>N_F01 и N₂>N_F02, то коэффициенты долговечности

К_FL1 = 1 и К_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [3], соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни:

[σ]_F01 = 294,07 Н/мм² в предположении, что m<8 мм;

для колеса:

[σ]_F02 = 1,03HВ_2ср = 1,03∙248,5 =255,96 Н/мм².

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни:

[σ]_F1 =294,07 Н/мм²;

для колеса:

[σ]_F2 =255,96 Н/мм².

Таблица 4

Составляем табличный ответ к задаче:

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ1ср	[σ]Н	[σ]F
			НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	У	285,5	580,9	294,07
Колесо	40Х	У	248,5	514,3	255,96

4.4 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_W, мм:

где К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,30;